4.2 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи

4.3 Проектный расчет червячной передачи

4.4 Проверочный расчет закрытой червячной передачи

5. Нагрузки валов редуктора

1 - Электродвигатель;

2 - Муфта

3 - Редуктор червячно-цилиндрический;

4 - Муфта;

5 - Барабан;

6 - Плита (рама).

Заданные величины:

- окружная сила на барабане;

- скорость движения ленты;

- диаметр барабана;

- ширина транспортерной ленты

Срок службы - 7 лет

Ксут=0,29; Кгод=0,8

Нагрузка спокойная.

1. Определение ресурса приводного устройства

Определяем ресурс привода Lh, ч:

Lh = 365•Lr•tc•Lc=365•7•8•2=29200

где Lr - срок службы привода (7лет)

tc - продолжительность смены (8 часов)

Lc - число смен (2 смены)

Lh = 29200 ч.

1.1 Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

Lh = 24820 ч.

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

Потребляемая мощность на выходе привода

Потребляемая мощность электродвигателя

где ззп = 0,96-0,97 - КПД закрытой передачи

зм = 0,98 - КПД муфты

зпк = 0,99 - КПД подшипников качения

зчп = 0,8-0,85 КПД червячной пары

/1,стр.42, табл 2.2./

Зная общий кпд, рассчитаем потребляемую мощность электродвигателя

кВТ

По рассчитанной потребляемой мощности выбираем электродвигатель по таблице /1, стр.406 табл. К9/.

Ближайшие значения мощности электродвигателя 4 кВт.

По данным таблицы подходят электродвигатели четырех марок: с частотой вращения 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. При выборе первого из указанных двигателей возникнут затруднения в реализации большого передаточного числа, а двигатели с большой частотой вращения имеют низкий рабочий ресурс. Двигатели с низкими частотами (синхронными 750 об/мин) имеют большие габариты и массу.

Принимаем двигатель 4АМ100L4Y3 номинальной мощностью Рэд.ном= 4 кВт, с номинальной частотой вращения ротора nэд.ном=1430 об/мин.

2.2 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

4. Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи

4.1 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи

Межосевое расстояние

,

где - вспомогательный коэффициент

49,5 для прямозубых /1, стр.58/;

= 0,28 - 0,36 - коэффициент ширины венца колеса

- момент на колесе, Нм;

U - передаточное отношение тихоходной передачи;

- коэффициент концентрации нагрузки (для постоянной нагрузки =1).

Для тихоходной ступени:

Округляем до стандартного значения

Модуль передачи

,

где Кm - вспомогательный коэффициент

для прямозубой передачи Кm=6,8; /1, стр. 13/

Т4 - момент на колесе, Нм;

d4 - делительный диаметр колеса, мм;

b4 - ширина венца колеса, мм;

[]F - допускаемое напряжение изгиба для колеса, МПа.

Выбираем из стандартного ряда = 2мм.

Предварительные основные размеры колес

Делительный диаметр колесa

Ширина колеса

Ширина шестерни

.

Определяем суммарное число зубьев

;

Число зубьев колес и шестерней

;

Фактическое передаточное отношение

; ; .

Получили допустимые погрешности по передаточному отношению.

Диаметры колес и шестерней

Делительный диаметр

; ;

; ;

Диаметр окружности вершин зубьев

, где d - делительный диаметр, мм;

;

.

Диаметры окружностей впадин

, где d - делительный диаметр, мм;

;

.

Таблица 4.1

4.2 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи

5.2 Определяем силы в цилиндрическом зацеплении

а) окружная сила

б) радиальная сила

где б - стандартный угол в зацеплении 20

в) сила от действия полумуфты

6. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

6.1 Проектный расчет валов

Для валов редуктора выбираем сталь 45 с термообработкой улучшение.

Выберем допускаемые напряжения.

Проектный расчет валов будем выполнять по напряжениям кручения (как при чистом кручении), то есть, не учитывая напряжения изгиба, концентрацию напряжений и цикличность нагрузок. По этому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение будем принимать заниженными:

для быстроходного вала ;

для промежуточного вала ;

для тихоходного вала .

Определим геометрические параметры ступеней валов.

Быстроходный вал

Диаметр вала под полумуфту

,

где Мк - вращающий момент на быстроходном валу Мк=29,7 Нм;

Округлим до стандартного значения d1= 29 мм;

Длина выходного конца вала под полумуфту

l1=1,5d1; ;

Размеры шпонки для полумуфты: b= 8 мм, h= 7 мм, глубина паза на валу t1= 4 мм, на ступице t2= 3,3 мм, длина шпонки l = 18 - 90 мм. /1, стр. 449/

Диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

, где t - высота буртика, t = 2,2 мм;

;

Длина вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

; ;

Диаметр вала под резьбу принимаю /1 табл. 10.11./

Длина вала под резьбу

;

Диаметр вала под подшипник

,

Принимаем диаметр .

Длина вала под подшипник определяется графически.

Диаметр под червяк

,

где r - размер фаски подшипника, для подшипника с внутренним диаметром 35 мм r = 2,5 мм;

Промежуточный вал

Шестерню будем нарезать на валу, а колесо устанавливать на шпонке. привод подшипник вал редуктор

Диаметр под колесо

,

округлим до ближайшего стандартного значения d3 = 45 мм.

Длина участка под колесо и шестерню l3 определяется графически.

Диаметр буртика для базирования колеса на валу

,

где f - фаска на колесе f = 1,6 мм;

Округлим до стандартного значения dб = 50мм.

Размеры шпонок: b = 14 мм, h = 9 мм, глубина паза на валу t1 = 5,5 мм, на ступице t2 = 3,8 мм, длина шпонки l = 36 - 160 мм.

Диаметр вала под подшипник

;

,

Округлим до стандартного значения диаметра подшипника d2 = 35 мм.

l2 =23 +2 =25 мм.

.

Длина под подшипник

l4 = l2 =25 мм.

Тихоходный вал

Вал будем точить отдельно, а колесо насаживать на вал.

Диаметр вала под полумуфту

,

Округлим до стандартного значения d1 = 45 мм.

Длина вала под полумуфту

,

.

Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник

,

где t = 2,8 мм;

,

Принимаю ближайшее значение по внутреннему диаметру подшипника .

Длина вала под уплотнение крышки и подшипник со стороны полумуфты

l2 = 1,25d2;

Диаметр вала под колесо

,

где r - размер фаски подшипника, для подшипника с внутренним диаметром 50 мм r = 3 мм;

Длину вала под шестерню определим графически.

Диаметр вала под подшипник

,

Длина вала под подшипник

l4 = В+с =20+ 2=22 мм.

Размеры шпонки для колеса: b= 18 мм, h= 11 мм, глубина паза на валу t1= 7 мм, на ступице t2= 4,4 мм, длина шпонки l = 50 - 200 мм.

Размеры шпонки для полумуфты: b = 14 мм, h = 9 мм, глубина паза на валу t1= 5,5 мм, на ступице t2 = 3,8 мм, длина шпонки l =36 - 160 мм.

6.2 Предварительный выбор подшипников

7.1 Расчетная схема быстроходного вала

Определение реакций в опорах подшипников

Подшипники установлены «в распор»

l1= 62,125 мм, l2 = 62,125 мм, l3 = 76 мм, d1 = 29 мм, ,

, , .

Вертикальная плоскость

а) определение опорных реакций

Проверка:

:

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.1)

1. 0??

My=RBy•Z1

My=-170,111•0=0

My(l3)=-170•76=-12928,41557

2. 0?

My=RAy•Z2

My(0)=-208,103•0=0

My(l2)=-208,103•62,125=-12928,41557

Горизонтальная плоскость

а) определение опорных реакций

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.1)

Mx(l1)=-681,6•62,125•62,125=-42344,4

Mx(0)=-681,6•(62,125+0)+1076,06•0=-42344,4

Mx(l2)=-681,6•(62,125+62,125)+1076,06•62,125= -17838,5725

Строим эпюру крутящих моментов

Mk=159,74•29/2=3194,8

Определим суммарные радиальные реакции

,

,

,

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

Опасными являются сечения A и B:

,

7.2 Расчетная схема промежуточного вала

Определение реакций в опорах подшипников

Подшипники установлены «в распор»

l1= 52,5 мм, l2 = 116,75 мм, l3 = 48,25 мм, d2 = 137 мм, d3 = 189 мм, , , , , .

Вертикальная плоскость

а) определение опорных реакций

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.2)

My(0)=-270,988•48,25=-13075,171

My(l2)=-270,988•(48,25+116,75)+216,45•116,75=-19442,4825

Горизонтальная плоскость

а) определение опорных реакций

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.2)

Mx(0)=-606,284•48,25=-29253,203

Mx(l2)=-606,284•(48,25+116,75)+594,664•116,75=-30609,838

Строим эпюру крутящих моментов

Mk1=594,664*137/2=40734,484

Mk2=594,664*189/2=56195,748

Определим суммарные радиальные реакции

,

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

Опасными являются сечения A и B:

,

=32042,31

7.3 Расчетная схема тихоходного вала

Определение реакций в опорах подшипников

Подшипники установлены «в распор»

l1= 47 мм, l2 = 47 мм, l3 = 143 мм, d4 = 189 мм, , , .

Горизонтальная плоскость

а) определение опорных реакций

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.3)

Mx(l1)=-681,6•143=-97468,8

,

Mx(0)=-681,6•143=-97468,8

Mx(l2)=-681,6•(143+47)+970•47=-83914

Вертикальная плоскость

а) определение опорных реакций

б) строим эпюру изгибающих моментов по характерным точкам (рис. 7.3)

My(l3)=-53,5429•143=-7656,6

My(l2)=-162,9•47=-7656,3

Строим эпюру крутящих моментов

,

Определим суммарные радиальные реакции

,

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

Опасными являются сечения A и B:

,

8. Проверочный расчет подшипников

8.1 Подшипники быстроходного вала

Для быстроходного вала предварительно были выбраны роликовые конические однорядные подшипники 7307 ГОСТ 27365-87 средней серии. Размеры подшипника d = 35 мм, D = 80 мм, Т = 23 , b = 21мм, с = 18 мм, r = 2,5 мм, б = 12°, Cr = 48,1 Н, C0r = 35,3 Н, е = 0,32, Y = 1,88, Y0 = 1,03. Схема установки - в распор

Радиальные реакции: , .

Угловая скорость вала = 149,75 с-1,

Определим эквивалентную нагрузку

,

где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника V = 1;

Rr - радиальная реакция подшипника, Rr = 1095,99 Н;

Кб - коэффициент безопасности, для редукторов, Кб = 1;

Кт - температурный коэффициент, для рабочей температуры подшипника до 100 С, Кт = 1.

.

Проверка подшипника по динамической грузоподъемности

Пригодность подшипников определяется условием

,

где - расчетная грузоподъемность; - базовая грузоподъемность.

Расчетная динамическая грузоподъемность

,

где m - показатель степени, для роликовых подшипников m = 3,33;

Lh - требуемая долговечность подшипника, исходя из срока службы привода Lh= 29200 ч.

.

Для этого подшипника условие выполняется.

Проверка подшипника по долговечности

Пригодность подшипников определяется условием

,

где - базовая (расчетная) долговечность, ч;

- требуемая долговечность

,

Условие выполняется.

8.2 Подшипники промежуточного вала

Для промежуточного вала предварительно были выбраны роликовые конические однорядные подшипники 7307 ГОСТ 27365-87 средней серии. Размеры подшипника d = 35 мм, D = 80 мм, Т = 23 , b = 21мм, с = 18 мм, r = 2,5 мм, б = 12°, Cr = 48,1 Н, C0r = 35,3 Н, е = 0,32, Y = 1,88, Y0 = 1,03. Схема установки - в распор

Радиальные реакции: , .

Угловая скорость вала = 14,97 с-1,

Определим эквивалентную нагрузку

,

где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника V = 1;

Rr - радиальная реакция подшипника, Rr = 664 Н;

Кт - температурный коэффициент, для рабочей температуры подшипника до 100 С, Кт= 1.

.

Проверка подшипника по динамической грузоподъемности

,

Для этого подшипника условие выполняется.

Проверка подшипника по долговечности

,

Условие выполняется.

Подшипник пригоден.

Подшипники тихоходного вала.

Для тихоходного вала предварительно были выбраны шариковые радиальные подшипники 312 ГОСТ27365-87 средней серии. Данный подшипник имеет размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, r = 3 мм, Cr = 59,2 Н, C0r = 48,8 Н. Схема установки - в распор. Радиальные реакции: , .

Угловая скорость вала = с-1,

Определим эквивалентную нагрузку

;

.

Проверка подшипника по динамической грузоподъемности

;

Для этого подшипника условие выполняется.

Проверка подшипника по долговечности

;

Условие выполняется.

9. Проверочный расчет шпонок

Применяемые в проектируемом приводе шпонки будем проверять на смятие.

Условие прочности:

,

где Ft - окружная сила на зубчатом колесе или элементе открытой передачи;

Асм - площадь смятия, мм2;

[]см - допускаемое напряжение на смятие, []см=110 Н/мм2.

,

где lp - расчетная длина шпонки

,

где l - полная длина шпонки, мм;

b, h, t1 - стандартные размеры шпонки.

9.1 Шпонка под полумуфтой быстроходного вала

Размеры шпонки: b = 8 мм, h = 7 мм, глубина паза на валу t1 = 4 мм, на ступице t2 = 3,3 мм, длина шпонки l = 40 мм.

;

;

.

Условие выполняется.

9.2 Шпонка под колесом промежуточного вала

Размеры шпонок: b = 14 мм, h = 9 мм, глубина паза на валу t1 = 5,5 мм, на ступице t2 = 3,8 мм, длина шпонки l = 40 мм.

;

;

;

.

Условие выполняется.

9.3 Шпонка под колесом тихоходного вала

Размеры шпонки для колеса: b = 18 мм, h = 11 мм, глубина паза на валу t1 = 7 мм, на ступице t2 = 4,4 мм, длина шпонки l = 50 мм.

;

;

;

.

Условие выполняется.

Размеры шпонки для полумуфты: b = 14 мм, h = 9 мм, глубина паза на валу t1 =5,5 мм, на ступице t2 = 3,8 мм, длина шпонки l = 40 мм.

;

;

;

.

Условие выполняется.

10. Проверочный расчет валов

10.1 Определение напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм2

а) нормальные напряжения:

,

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н•м; Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.

Н/мм2 для быстроходного вала

Н/мм2 для промежуточного вала

Н/мм2 для выходного вала

где Wнетто для быстроходной ступени

мм3;

для промежуточной ступени

мм3;

для тихоходной ступени

мм3

б) касательное напряжение:

,

где Мк- крутящий момент, Нм;

Wснетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.

Н/мм2 для быстроходного вала

Н/мм2 для промежуточного вала

Н/мм2 для выходного вала

где для быстроходной ступени

мм3;

для промежуточной ступени

мм3;

для тихоходной ступени

мм3.

10.2 Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

для быстроходного вала

для промежуточного вала

для тихоходного вала

для быстроходного вала

для промежуточного вала

для тихоходного вала

10.3 Пределы выносливости в расчетном сечении вала

,

где у-1- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2: у-1 и ф-1 ?0,58(у-1):

Н/мм2;

для промежуточного вала Н/мм2;

для тихоходного вала Н/мм2

,

где ф-1- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2: ф-1 ?0,58(у-1) = 375 Н/мм2:

для быстроходного вала Н/мм2;

для промежуточного вала Н/мм2;

для тихоходного вала Н/мм2.

10.4 Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

,

для быстроходного вала

для промежуточного вала

для тихоходного вала

,

для быстроходного вала

для промежуточного вала

для тихоходного вала

10.5 Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении

?[S],

где [S]=1,3…1,5- при высокой достоверности расчета;

[S]=1,6…2,1 - при менее точной расчетной схеме.

для быстроходного вала ?[S]

для промежуточного вала ?[S]

для тихоходного вала ?[S]

11. Тепловой расчет червячной передачи

11.1 Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи

0,95 в данном случае это множитель, учитывающий потери энергии на перемешивание масла при смазывании окунанием.

11.2 Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха

где [tм] - максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 75…90C);

P1= 4,58 кВт - подводимая мощность (мощность на валу червяка);

КТ=8…17,5 Вт/(м2С) - коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха). Примем КТ = 17 Вт/(м2С);

t В - температура окружающего воздуха, 20С;

A - площадь свободной поверхности охлаждения корпуса м2;

= 0,28…0,3 - коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму.

tм [tм] , следовательно , редуктор специально охлаждать требуется

12. Выбор муфт

12.1 Для передачи вращающего момента от тихоходного вала редуктора на вал барабана транспортера будем применять упругую муфту с торообразной оболочкой

Данная муфта может работать при радиальном смещении до 3 мм и угловом до 130.

Определим расчетный момент муфты:

,

где Кр - коэффициент режима нагрузки, Кр = 1,25 ;

Т4 - момент на выходном валу редуктора, Т4 = 376 Нм;

Т - номинальный момент муфты.

Выбираем муфту с торообразной оболочкой ГОСТ 20884-93 (рис.12.1) на номинальный момент Т = 500 Нм с диаметром под вал 45 мм.

Материал полумуфт -- Ст3 (ГОСТ 380-71); материал упругой оболочки -- резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм2.

12.2 Для передачи вращающего момента от вала электродвигателя на вал быстроходный будем применять упругую муфту с торообразной оболочкой

Данная муфта может работать при радиальном смещении до 1,6 мм и угловом до 1.

Определим расчетный момент муфты:

,

где Кр - коэффициент режима нагрузки, Кр = 1,25;

Т4 - момент на выходном валу редуктора, Т4 = 29,7 Нм;

Т - номинальный момент муфты.

Материал полумуфт -- Ст3 (ГОСТ 380-71); материал упругой оболочки -- резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм2.

13. Определение массы и технического уровня редуктора

13.1 Определяем массу редуктора

где = 10 - коэффициент заполнения, определяем по рис 12.3 (стр. 278), в зависимости от межосевого расстояния aw ,

= 7,4103кг/м3 - плотность чугуна;

13.2 Определяем критерий технического уровня редуктора

Технический уровень редуктора

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

В ходе работы над проектом был произведен анализ назначения и условий, в которых находится каждая проектируемая деталь, и было выбрано более рациональное конструктивное решение с учетом монтажных, эксплуатационных и экономических требований. При проектировании произведены кинематические расчеты, определены силы, действующие на звенья, произведены расчеты конструкций на прочность, решены вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей. Так же продуман вопрос сборки и разборки узлов и машины в целом.

• Вся работа была выполнена в соответствии с действующими стандартами и нормами.
• В ходе расчета был получен коэффициент технического уровня редуктора, равный 0,78. Такой редуктор может использоваться, но необходима дороботка.
• Так же при тепловом расчете редуктора было определено, что его необходимо охлаждать принудительно, так как его рабочая температура превышает допустимую.


Список литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк., 1991.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин: Курсовое проектирование. М., 1984.

3. Писаренко Г.С., Яковлев А.П., Матвеев В.В. Справочник по сопротивлению материалов. Киев: Наукова Думка, 1975.

Размещено на Allbest.ru